Практична робота №7

Тема: Практичний розрахунок циліндричних зубчастих передач

Мета: Навчитися проводити розрахунок циліндричної передачі

Робоче місце – постійне учбове місце в аудиторії.

Матеріально – технічне оснащення: інструкція до заняття, калькулятор.

Основні теоретичні відомості

При розрахунку спочатку задаються матеріалом, при цьому користуються таблицями 1 та 2

Таблиця 1 – Межа контактної витривалості

Спосіб термохімічної обробки зубів	Средня твердість поверхонь зубів	Сталь	H lim b, МПа
Нормалізація та покращення	НВ < 350	вуглецева та легована	2 НВ + 70
Объемна закалка	HRC 38-50		18 HRC + 150
Поверхнева закалка	HRC 40-50		17 HRC + 200
Цементація і нітро- цементація	HRC > 56	легована	23 HRC
Азотуванння	HV 550 -750		1050
Примітка. Базове число циклів NHO визначають в залежності від твердості сталі, при твердості НВ < 200 приміняють NHO = 107; при твердості НВ 200-500 значення NHO зростає по лінійному закону від 107 до 6 . 107.

Допустимі напруги на контактну міцність для прямозубих передач ведуть для того колеса, для якого гірші механічні властивості, а для косозубих і шевронних з урахуванням властивостей обох коліс.

Визначають допустиму контактну напругу для прямозубих передач по формулі (1), для косозубих - по (2) в МПа

, (1)

, (2)

де σ_Нlim – межа контактної витривалості, яка визначається за формулою (3) , МПа; K_HL – коефіцієнт довговічності; [σ_Н1] – допустима контактна напруга шестерні, МПа; [σ_Н2] – допустима контактна напруга колеса, МПа; [σ_Н1] та [σ_Н2] визначаються за формулою (1); [S_H] – коефіцієнт безпеки, [S_H]=1,1…1,3

, (3)

де НВ – твердість матеріалу

Таблиця 2 – Механічні властивості сталей, що використовують для

виготовлення зубчастих коліс

Марка сталі	Діаметр заготовки, мм	Межа міцності, в, МПа		Межа текучості,т, МПа		Твердість НВ (середня)	Термообработка
45	100-500	570		290		190	Нормализация
45	До 90 90-120 Св. 120	780 730 690		440 390 340		230 210 200	Покращення
30ХГС	До 140 Св. 140	1020 930		840 740		260 250
40Х	До 120 120-160 Св. 160	930 880 830		690 590 540		270 260 245
40ХН	До 150 150-180 Св.180	930 880 835		690 590 540		280 265 250
40Л 45Л	-	520 540		290 310		160 180	Нормалізація
35ГЛ 35ХГСЛ	-	590 790		340 590		190 220	Покращення
Марка сталі			Твердість, HRC		Термообработка
30ХГС, 35ХМ, 40Х, 40ХН 12ХН3А, 18Х2Н4МА, 20ХМ 20ХГМ, 25ХГТ, 30ХГТ, 35Х 30Х2МЮА, 38Х2Ю, 40Х 40Х, 40ХН, 35ХМ			45 – 55 50 – 63 56 – 63 56 – 63 45 – 63		Заказка Цементація, закалка Нітроцементація Азотування Поверхнева закалка с нагрівом ТВЧ

При розрахунку повинна виконуватись умова витривалості [σ_H] ≤1,23 [σ_H2]

Подальший розрахунок пов’язаний з визначенням міжосьової відстані а в мм

, (4)

де К_а - допоміжний коефіцієнт, для прямозубих передач К_а = 49,5 , для косозубих та шевронних передач К_а = 43; u_р – передаточне число редуктора; Т₂ – обертовий момент веденого валу редуктора, мм; К_Нβ – коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зуба, який вибирається за таблицею 3; ψ_ba=b/а - коефіцієнт ширини колеса відносно міжосьової відстані , який для прямозубих передач приймають ψ_ba=0,125...0,25, для косозубих ψ_ba=0,25...0,4, для шевронних ψ_ba=0,5...1,0; - допустима контактна напруга, МПа.

Таблиця 3 – Значення коефіцієнту К_Нβ для зубчастих передач редукторів, що працюють при перемінних навантаженнях

Розташування зубчастих коліс відносно опор	Твердість НВ поверхні зубців
	350	> 350
Симметричне Несимметричне Консольне	1,00-1,15 1,10-1.25 1,20-1,35	1,05-1,25 1,15-1,35 1,25-1,45
Менші значення приймають для передач з відношенням bd=b/d1=0,4; при збільшенні bd до 0,6 для консольного розташування коліс і bd до 0,8 при несимметричному розташуванні їх потрібно приймати більші із вказаних в таблиці значень KH . При постійному навантаженні KH = 1.

Коефіцієнт ширини колеса b відносно середнього ділильного діаметру d₁

(5)

Значення міжосьової відстані округлюють до стандартного по ГОСТ 2185-66 ( в мм ):

1-й ряд: 40, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800, 1000, 1250, 1600, 2000, 2500;

2-й ряд: 71, 90, 112, 140, 180, 224, 280, 355, 450, 560, 710, 900, 1120, 1400, 1800, 2240.

Перевагу надають першому ряду

Визначають модуль в інтервалі та вирівнюють його по ГОСТ 9563-60 (в мм):

1-й ряд: 1; 1,25; 2; 2,5; 3; 4; 6; 8; 10; 12; 16; 20.

2-й ряд: 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 7; 9; 11; 14; 18; 22.

Кут нахилу зубців β приймають для косозубих передач в інтервалі β=8...15^о, для шевронних β=25...40^о і визначають число зубців шестерні z₁ і колеса z₂. Для прямозубих передач по формулі (6). для косозубих (7)

(6)

(7)

(8)

Уточнюють кут нахилу зубців для косозубих та шевронних передач

(9)

В подальшому розрахунку визначаються основні розміри шестерні і колеса:

1) середні ділильні діаметри шестерні d₁ (мм) та колеса d₂ (мм), та перевіряють міжосьову відстань :

, для прямозубих передач (10)

, для косозубих передач (11)

(12)

2) діаметри вершини зубців

, для прямозубих передач (13)

, для косозубих передач (14)

3) ширину: колеса (15)

шестерні (16)

4) коефіцієнт ширини шестерні по середньому ділильному діаметру по формулі (5)

Колову швидкість визначають за формулою (17)

, (17)

де ω₁ – кутова швидкість ведучого валу редуктора, рад/с

Ступінь точності приймають залежно від колової швидкості. Для прямозубих коліс при швидкості до 5 м/с назначають 8-ий ступінь точності, вище – 7-ий, для косозубих коліс при швидкості до 10 м/с назначають 8-ий ступінь точності, при швидкості від10 до 20 м/с - 7-ий.

Після цього перевіряють контактні напруги за формулою перевірочного розрахунку

, для прямозубих передач (18)

, для косозубих передач (19)

де К_Н – коефіцієнт навантаження, що визначається за формулою (2.20)

, (20)

де К_Нα – коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження між зубцями приймаємо за таблицею 4, К_Нβ – коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зуба приймаємо за таблицею 5, К_Нυ – коефіцієнт динамічного навантаження приймаємо за таблицею 6

Таблиця 4 – Значення коефіцієнта К_Нα для косозубих та шевронних передач

Ступінь точності	Колова швидкість v, м/с
	до 1	5	10	15	20
6 7 8 9	1 1,02 1,06 1,1	1,02 1,05 1,09 1,16	1,03 1,07 1,13 _	1,04 1,10 – –	1,05 1,12 – –
Примітка. Для прямозубих коліс КН = 1

Сили, що діють в зачепленні визначають за формулами:

1) колова сила , (21)

де Т₁ – обертовий момент ведучого валу редуктора

2) радіальна сила , для прямозубих передач (22)

, для косозубих передач (23)

3) осьова сила (24)

Для прямозубих передач осьова сила рівна нулю

Перевіряємо напруги згину

, для прямозубих передач (25)

, для косозубих передач (26)

де К_F – коефіцієнт навантаження

, (27)

Таблиця 5 – Значення коефіцієнта К_Нβ

	Твердість поверхні зубців
	НВ < 350			НВ > 350
			III	I		
0,4	1,15	1,04	1,0	1,33	1,08	1,02
0,6	1,24	1,06	1,02	1,50	1,14	1,04
0,8	1,30	1,08	1,03	—	1,21	1,06
1,0	—	1,11	1,04	—_	1,29	1,09
1,2	—	1,15	1,05	—	1,36	1,12
1,4	—	1,18	1,07	—	—	1,16
1,6	—	1,22	1,09	—	—_	1,21
1,8	—	1,25	1,11	—	—	—
2,0	—	1,30	1,14	—	—	—
Примітка. Дані, що приведені в стовпчику , відносяться до передач з консольним розташуванням зубчастого колеса; II — до передач з несимметричним розташуванням коліс по відношенню до опор;  — до передач з симметричним розташуванням.

Таблиця 6 – Значення коефіцієнта К_Нυ

Передача	Твердість НВ поверхні зубців	Колова швидкість v, м с
		до 5	10	15	20
		Ступінь точності
		8		7
Прямозуба Косозуба и шевронна	 350 > 350  350 > 350	1,05 1,10 1,0 1,0	— — 1,01 1,05	— — 1,02 1,07	— — 1,05 1,10

Таблиця 7 – Значення коефіцієнту К_Fβ

bd =b/d1	Твердість робочої поверхні зубців
	НВ  350				НВ  50
	I		III	IV			III	IV
0,2 0,4 0,6 0,8 1,0 1,2 1,4 1,6 1,8	1,00 1,03 1,05 1,08 1,10 1,13 1,19 1,25 1,32	1,04 1,07 1,12 1,17 1,23 1,30 1,38 1,45 1,53	1,18 1,37 1,62 — — — — — —	1,10 1,21 1,40 1,59 — — — — —	1,03 1,07 1,09 1,13 1,20 1,30 1,40 — —	1,05 1,10 1,18 1,28 1,40 1,53 — — —	1,35 1,70 — — — — — — —	1,20 1,45 1,72 — — — — — —
Примітка. Дані в стовпчику I відносяться до симетричного розташування зубчастих коліс відносно опор; II — до несиметричного; III — до консольного при установці валів на шарикових підшипниках; IV — те ж, але при установці на роликових підшипниках

де К_Fβ – коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по довжині зуба визначається за таблицею 7; К_Fυ – коефіцієнт динамічного навантаження визначається за таблицею 8

_{Таблиця 8 – Значення коефіцієнту КF}υ

Ступінь точності	Твердість НВ робочої поверхні зубців	Колова швидкість,. м /с
		3	3-8	8-12,5
6 7 8	350 >350  350 > 350  350 > 350	1/1 1/1 1,15/1 1,15/1 1,25/1,1 1,2 / 1,1	1,2 / 1 1,15 / 1 1,35 / 1 1,25 / 1 1,45 / 1,3 1,35 / 1,2	1,3/1,1 1,25/1 1,45 / 1,2 1,35 / 1,1 - /1,4 - /1,3
Примітка. В чисельнику вказані значення KFv для прямозубих передач, в знаменнику – для косозубих.

Y_F – коефіцієнт, що враховує форму зуба. Для прямозубих передач при однакових матеріалах і їх механічних характеристиках Y_F більше для шестерні, тому в цих випадках розрахунок проводять для зубців шестерні. Значення коефіцієнту Y_F приведені в ГОСТ 21354-75:

z . . . 17 20 25 30 40 50 60 70 80 100 и более

Y_F . . . 4,28 4,09 3,90 3,80 3,70 3,66 3,62 3,61 3,61 3,60

Для косозубих передач значення Y_F теж саме, але вибирається в залежності від еквівалентного числа зубців z_V , визначеного по формулі (28). Розрахунок проводять для шестерні та колеса

(28)

Y_β – коефіцієнт, що враховує кут нахилу зуба

(29)

К_Fα – коефіцієнт, що враховує нерівномірність навантаження між зубцями

, (30)

де ε_α – коефіцієнт торцевого перекриття; n – ступінь точності зубчастих коліс. При навчальному проектуванні можна приймати середнє значення ε_α =1,5 и ступінь точності 8-ий, тоді К_Fα =0,92

Потім визначають допустиму напругу згину

, (31)

де σ_Flim – допустима напруга, МПа; [S_F] – коефіцієнт безпеки, [S_F] = 1,75

(32)

Потім визначають співвідношення для шестерні та колеса косозубої передачі. Подальший розрахунок визначення слід проводити для колеса, в якого знайдене співвідношення менше.

Завдання

Провести розрахунок одноступеневої циліндричної прямозубої ( косозубої ) передачі закритого типу, якщо потужність що передається Р₁= ____кВт, кутова швидкість ведучого валу ω₁=____рад/с, передаточне число передачі и=_____, термін службе необмежений режим роботи постійний.

( Дані приймають по таблиці 3 колонки : 1, 2, 6, 7 )

Хід роботи

Практична робота №8

Тема: Практичний розрахунок конічних зубчастих передач

Мета: Навчитися проводити розрахунок конічної передачі

Робоче місце – постійне учбове місце в аудиторії.

Матеріально – технічне оснащення: інструкція до заняття, калькулятор.

Основні теоретичні відомості

Розрахунок починають з вибору матеріалу та визначення допустимої напруги [σ_Н] по формулі (1, див. пр. р. № 12). Потім визначають зовнішній ділильний діаметр колеса d_e2 в мм

, (1)

де ψ_bRe – коефіцієнт вінця по зовнішній конусній відстані ψ_bRe=0,285, інші складові див. пр. р. № 12 формула (4)

Значення d_e2 округлюють до стандартного по ГОСТ 12289-76 (в мм): 50; (56); 63; (71); 80; (90); 100; (112); 125; (140); 160; (180); 200; (225): 250; 280; 315; 355; 400; 450; 500; 560; 630; 710; 800; 900; 1000; 1120; 1250; 1400; 1600.

Фактичне значення d_e2 не повинно відрізнятися від номінального більше ніж 2%

Вибираємо число зубів на шестерні z₁ ≈18...32, а число зубів колеса z₂ визначають за формулою (2) передаточного числа, так як знайдені значення округляють доці лих чисел, то після цього необхідно уточнити передаточне число, яке не повинно відрізнятися більш ніж на 3%

(2)

Зовнішній коловий модуль m_е , визначений за формулою (4) округлювати до стандартного значення не обов’язково. Якщо проводилося округлення, то потрібно уточнити значення зовнішнього ділильного діаметра колеса d_e2 за формулою (4), виразивши з неї d_e2., при цьому відхилення не повинно бути більше за 2%

(4)

Потім визначають основні геометричні параметри:

1) кути ділильних конусів шестерні δ₁ та колеса δ₂

(5)

(6)

2) зовнішню конусну відстань

(7)

3) ширину вінця колесу (8)

4) зовнішній ділильний діаметр шестерні

(9)

5) середній ділильний діаметр шестерні

(10)

6) зовнішні діаметри по вершині зубців шестерні d_ае1 та колеса d_ае2

(11)

(12)

7) середній коловий модуль

(13)

8) коефіцієнт ширини шестерні по середньому ділильному діаметру за формулою (5)

Визначають колову швидкість коліс за формулою (17, див. пр. р. № 12), та вибирають ступінь точності.

Контактну напругу визначають по формулі перевірочного розрахунку (14), пояснення щодо складових формули див. вище по формулі (18, див. пр. р. № 12)

(14)

Сили, що діють в зачепленні визначають за формулами:

1) колова сила , (15)

де Т₁ – обертовий момент ведучого валу редуктора

2) радіальна сила шестерні рівна осьовій силі колеса

, (16)

3) осьова сила шестерні рівна радіальній силі колеса

(17)

Перевірку зубців конічних прямозубих коліс на витривалість по напругам згину виконують по формулі (18), пояснення див. по формулі (25, див. пр. р. № 12)

(18)

де υ_F - дослідний коефіцієнт, що враховує знижувальну навантажувальну здатність конічної прямозубої передачі, υ_F ≈ 0,85; Y_F – коефіцієнт форми зуба ( див. пр. р. № 12) вибирають в залежності від еквівалентного числа зубців z_υ. Розрахунок проводять для шестерні і колеса.

(19)

Потім визначають допустиму напругу згину

, (20)

де σ_Flim – допустима напруга, МПа; [S_F] – коефіцієнт безпеки, [S_F] = 1,75

(21)

Потім визначають співвідношення для шестерні та колеса конічної передачі. Подальший розрахунок визначення слід проводити для колеса, в якого знайдене співвідношення менше.

Завдання

Провести розрахунок одноступеневої конічної прямозубої передачі закритого типу, якщо обертовий момент Т₂= ____Н*м, кутова швидкість ведучого валу ω₁=____рад/с, передаточне

число передачі и=_____, термін служби необмежений режим роботи постійний.

( Дані приймають по таблиці 3 колонки : 1, 6, 7, 8)

Хід роботи

Практична робота № 9

Тема: Практичний розрахунок черв'ячної передачі

Мета: Навчитися проводити розрахунок черв'ячної передачі

Робоче місце – постійне учбове місце в аудиторії.

Матеріально – технічне оснащення: інструкція до заняття, калькулятор.

Основні теоретичні відомості

По ГОСТ 2144-76 передбачено два ряди передаточних чисел u_р в межах 8...80, що виконуються при z₁=1, 2 або 4, та z₂=30...80

Ряди передаточних чисел :

1-й ряд: 8; 10; 12,5; 16; 20; 25: 31,5; 40; 50; 63; 80:

2-й ряд: 9: 11,2; 14; 18; 22,4; 28; 35,5; 45; 56; 71.

Перевагу надають першому ряду. Відхилення фактичного значення u_Р від стандартного не повинно бути більше за 4%.

Число витків черв’яка z1 приймають в залежності від передаточного числа: z1= 4 при u = 815; z1 =2 при u = 15  30 і z1= 1 при u > 30. Число зубів черв’ячного колеса z₂ визначають за формулою передаточного числа, та приймають стандартне значення за таблицею1. Так як знайдені значення округляють доці лих чисел, то після цього необхідно уточнити передаточне число, яке не повинно відрізнятися більш ніж на 4%

(1)

Таблиця 1 – Основні параметри циліндричних черв'ячних передач, виконаних без зміщення (по ГОСТ 2144-76)

Вибирають матеріал черв’яка та вінця черв’ячного колеса. Попередньо приймають швидкість ковзання в зачепленні та вибирають допустиму контактну напругу [σ_H] за таблицею2 . Допустиму напругу згину для нереверсної роботи , де К_FL =0,543 при тривалій роботі, [σ_OF]' - напруга згину , визначаємо по таблиці 3

Таблиця 2 – Допустимі контактні напруги [σ_H] для черв’ячних коліс із умови стійкості проти заїдання

Матеріал		[Н], МПа, при швидкості ковзання vs , м/с
вінця черв’ячного колеса	черв’яка
		0	0.25	0.5	1	2	3	4	6	8
БрА9ЖЗЛ БрА10Ж4Н4Л СЧ15 або СЧ18 СЧ10 або СЧ15	Сталь, твердість HRC > 45 Те ж Сталь 20 або 20Х цементо- ванна Сталь 45 або Ст 6	— — 184 170	— — 155 141	182 196 128 113	179 192 113 98	173 187 84,5 71	167 181 — —	161 175 — —	150 164— —		138 152 — —

Таблиця 3 – Механічні характеристики, основні допустимі контактні напруги [σ_H]' і основні напруги згину [σ_OF]' та [σ_-1F]' для матеріалів черв’ячних коліс, МПа

Для проектного розрахунку спочатку беруть коефіцієнт діаметра черв’яка рівним . Потім за формулою проектного розрахунку визначають міжосьову відстань a

, (2)

де Т₂ - обертовий момент валу черв’ячного колеса, Н*мм; К – коефіцієнт навантаження передачі. Якщо навантаження стале , то приймають К≈1, якщо змінне К= 1,1...1,3 залежно від жорсткості черв’яка.

За знайденим значення міжосьової відстані знаходять значення модуля m, знайдене значення округлюють до найближчого стандартного значення по ГОСТ 2144-76 , та уточнюють значення коефіцієнту діаметру черв’яка q за таблицею 4

(3)

Таблиця 4 – Сполучення модулів m та коефіцієнта діаметру черв'яка q (по ГОСТ 2144-76)

т, мм	q	m, мм	q	m, мм	q	m, мм	q
1,6	10,0 12,5 16,0 20,0	3,15	8,0 10,0 12,5 16,0 20,0	6,30	8,0 10,0 12,5 14,0 16,0 20,0	12,50	8,0 10,0 12,5 16,0 20,0
2,0	8,0 10,0 12,5 16,0 20,0
		4,00	8,0 10,0 12,5 16,0 20,0			16,00	8,0 10,0 12,5 16,0
				8,00	8,0 10,0 12,5 16,0 20,0
2,50	8,0 10,0 12,5 16,0 20,0					20,00	8,0 10,0 12,5 16,0
		5,00	8,0 10,0 12,5 16,0 20,0
				10,00	8,0 10,0 12,5 16,0 20,0
Примітка . Для модулів т  10 допускається q = 25.

Після уточнень визначають міжосьову відстань а

(4)

Визначають основні розміри черв'яка :

1) ділильний діаметр черв'яка (5)

2) діаметр вершини витків черв'яка (6)

3) діаметр западин витків черв'яка (7)

4) довжину нарізаної частини черв'яка

якщо z₁=1 або 2 , то (8)

якщо z₁=4 . то (9)

5) ділильний кут підйому витка γ по таблиці 5

Таблиця 5 –Значення кута підйому γ на ділильному діаметрі черв'яка

z1	Коефіцієнт q
	8	10	12,5	14	16	20
1	7o07'	5o43'	4o 35'	4o 05'	3o 35'	2o 52'
2	14o02'	11o19'	9o 05'	8o 07'	7o 07'	5o 43'
3	20o33'	16o42'	13o 30'	12o 06'	10o 37'	8o 35'
4	26o34'	21o48'	17o 45'	15o 57'	14o 02'	11o 19'

Визначають основні розміри вінця черв'ячного колеса :

1) ділильний діаметр черв'ячного колеса (10)

2) діаметр вершини зубців черв'ячного колеса (11)

3) діаметр западин зубців черв'ячного колеса (12)

4) найбільший діаметр черв'ячного колеса (13)

5) ширина вінця черв'ячного колеса

якщо z₁=1 або 2 , то (14)

якщо z₁=4 . то (15)

Потім визначається колова швидкість в м/с

, (16)

де n₁ – частота обертання черв'ячного валу, об/хв

Швидкість ковзання визначаємо за формулою, по таблиці 2 уточнюють допустиму контактну напругу [σ_Н]

(17)

Після визначення швидкості ковзання визначають коефіцієнт тертя f ' та кут тертя ρ' за таблицею 6. Потім визначають коефіцієнт корисної дії η

(18)

Таблиця 6 – Коефіцієнти тертя f ' та кут тертя ρ' при роботі черв'ячного колеса із олов’яної бронзи по стальному черв'яку

Коефіцієнт навантаження для черв'ячних передач

, (19)

По таблиці 7 вибирають ступінь точності передачі та коефіцієнт динамічності К_υ . Коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по довжині контактної лінії К_β визначається за формулою (20)

, (20)

де θ – коефіцієнт деформації черв'яка, визначений по таблиці 8; х – допоміжний коефіцієнт, що залежить від характеру зміни навантажень. При розрахунках, коли не вимагається особливої точності, можна приймати: при постійному навантаженні х=1,0; при незначних коливаннях навантаження х≈0,6; при значних коливаннях навантажень х≈0,3.

При постійному навантаженні коефіцієнт К_β=1,0

Таблиця 7 – Коефіцієнт динамічного навантаження К_υ

Ступінь точності	Швидкість ковзання vs ,м/с
	до 1,5	В. 1,5 до 3	В. 3 до 7,5	В. 7,5 до 12
6			1,0	1,1
7	1,0	1,0	1,1	1,2
8	1,15	1,25	1,4	
9	1,25			
По ГОСТ 3675 -8I установлено 12 ступіней точності для черв'ячних передач; для силових передач призначаються ступінь точності від 5-о до 9-о в порядку зменшення точності; для редукторів загального призначення використовують в основному 7-ий і 8-ий ступінь точності.

Таблиця 8 – Коефіцієнт деформації черв'яка θ

z1	Значення q
	8	10	12,5	14	16	20
1	72	108	154	176	225	248
2	57	86	121	140	171	197
3	51	76	106	132	148	170
4	47	70	98	122	137	157

Подальший розрахунок зводиться до визначення контактної напруги за формулою перевірочного розрахунку та порівняння її з допустимим значенням

(21)

Результат розрахунку можна вважати задовільним, якщо отримане значення нижче допустимого не більше ніж на 15%

Сили, що діють в зачепленні визначають за формулами:

1) колова сила на черв'ячному колесі, рівна осьовій силі на черв'яку , Н (22)

2) колова сила на черв'яку, рівна осьовій силі на черв'ячному колесі

, Н (23)

3) радіальні сили на черв'яку та черв'ячному колесі

, Н (25)

Перевірку міцності зубів черв'ячного колеса проводять на згин

, (26)

де Y_F –коефіцієнт форми зуба, який вибирають за таблицею 9 в залежності від еквівалентного числа зубців черв'ячного колеса z_υ

(27)

Таблиця 9 – Коефіцієнт форми зуба для черв'ячних коліс

zv	28	30	35	40	45	50	65	80	100	150
YF	2,43	2,41	2,32	2,27	2,22	2,19	2,12	2,09	2,08	2,04

Завершується розділ висновком щодо виконання умови міцності

Завдання

Провести розрахунок черв’ячної передачі закритого типу, якщо обертовий момент Т₂=____Н*м, кутова швидкість ведучого валу ω₁=____рад/с, передаточне число передачі и=_____, робота передачі спокійна з невеликими коливаннями навантажень .

( Дані приймають по таблиці 3 колонки : 1, 6, 8, 9 )

Хід роботи

Практична робота №10

Тема: Практичний розрахунок пасової і ланцюгової передачі

Мета: Навчитися проводити розрахунок пасової і ланцюгової передачі

Робоче місце – постійне учбове місце в аудиторії.

Матеріально – технічне оснащення: інструкція до заняття, калькулятор.

Основні теоретичні відомості

Розрахунок пасової передачі

Основні розміри клинових пасів регламентовані ГОСТ 1284.1-80 - ГОСТ 1284.3-80 (таблиця 1)

Таблиця 1 - Клинові паси (ГОСТ 1284.1-80) Розміри, мм

Позначення перерізу пасу	d1, не менше	lp	W	To	A	Lp	L	Вага одного метру, кг
О А Б В Г Д Е	63 90 125 200 315 500 800	8,5 11,0 14,0 19,0 27 32 42	10 13 17 22 32 38 50	6 8 10,5 13,5 19,0 23,5 30,0	47 81 133 230 476 692 1172	400-2500 560-4000 800-6300 1800-10000 3150-14000 4500-18000 6300-18000	25 33 40 59 76 95 120	0,06 0,10 0,18 0,30 0,60 0,90 1,52
Примітка : I. В графі А вказана площа поперечного перерізу пасу, мм2; в графі L — різниця між розрахунковою Lp внутрішньою Lвн довжиною паса. Стандартний ряд довжин Lp: 400; 450; 500; 560; 630; 710; 800; 900; 1000; 1120; 1400; 1600; 1800; 2000; 2240; 2500; 2800; 3150; 3550; 4000; 4500; 5000; 5600; 6300; 7100; 8000; 9000; 10000; 11200; 12500; 14000; 16000; 18000. В технічно обґрунтованих випадках допускається проміжне значення случаях допускаются Lp : 425; 475; 530; 600; 670; 750; 850; 950; 1060; 1180; 1320; 1500; 1700; 1900; 2120; 2360; 2650; 3000; 3350; 3750; 4250; 4750; 5300; 6000; 6700; 7500; 8500; 9500; 10600; 11800; 13200; 15000; 17000. Умовні позначення пасів: Пас перерізу В з розрахунковою довжиною Lp = 2500 мм, з кордной тканиною в несучому шару : Пас В-2500 Т ГОСТ 1284 1-80; теж , з кордшнуром: Пас В-2500 Ш ГОСТ 1284.1-80

Вихідні дані , які потрібні для розрахунку це : потужність ,що передається ведучим шківом, частота обертання ведучого ( меншого ) шківу n₁ , передаточне число передачі u_п та коефіцієнт ковзання пасу ε=0,01...0,02

По номограмі на рисунку 1 в залежності від частоти обертання меншого шківу та потужності, що передається приймаємо переріз клинового ременя

Рисунок 1 - Номограма для вибору перерізу клинового пасу

Розрахунок починають з визначення діаметру меншого шківу d₁

, мм (1)

де Т₁ - обертовий момент ведучого ( меншого ) шківу в Н*мм

Згідно таблиці 1 для вибраного перерізу пасу з урахуванням найменшого діаметру шківа вказаного в ГОСТ 1284.1-80 , приймаємо стандартне значення d₁ із стандартного ряду по ГОСТ 17383-73: 40; 45; 50; 56; 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 224; 250: 280; 315; 335; 400; 450; 500; 560; 630; 710; 800; 900; 1000; 1120; 1250; 1400; 1600; 1800; 2000.

Значення веденого шківа d₂ ( великого) визначаємо за формулою передаточного числа , та округлюємо до стандартного та уточнюємо передаточне число u_п і кутову швидкість веденого валу пасової передачі ω₂. Розбіжність початкової кутової швидкості та після уточнення повинна бути не більше %.

, мм (2)

(3)

, рад/с (4)

де ω_{1 –} кутова швидкість ведучого шківа, рад/с

Міжосьову відстань а вибирають інтервалі від а_min до a_max та приймають проміжне значення з знайденого діапазону

(5)

(6)

де Т_о –висота перерізу пасу вибрана за таблицею 1

Розрахункову довжину пасу L визначають як суму довжин прямолінійних ділянок і дуг обхвату шківів. Знайдене значення округлюють до стандартного за таблицею 61. Потім уточнюють значення міжосьової відстані з урахуванням стандартного значення довжини пасу за формулою (8)

, мм (7)

, мм (8)

При монтажі передачі необхідно забезпечити можливість зменшення міжосьової відстані на 0,01*L для полегшення надівання пасу на шківи і можливості його збільшення на 0,025*L для збільшення натягу пасу.

Кут обхвату малого шківа визначають по формулі (9), який для клинопасових передач повинен бути

(9)

Число ременів в передачі визначається за формулою (10)

, (10)

де Р – потужність , що передається, кВт; Р_о – потужність, що передається одним пасом, кВт, вибирається за таблицею 2 ; С_Р –коефіцієнт режиму роботи (таблиця3); С_L – коефіцієнт, що враховує довжину пасу ( таблиця 4); С_α – коефіцієнт , що враховує кут обхвату:

при ^о = 180 160 140 120 100 90 70

С_ =1.0 0,95 0,89 0,82 0,83 0,68 0,56

С_z – коефіцієнт, що враховує число ременів в передачі

при z = 2-3 4 — 6 св. 6

С_z = 0,95 0,90 0,85

Таблиця 2 – Номінальна потужність Р_о, кВт, що передається одним клиновим пасом (по ГОСТ 1284.3-80 з скороченнями)

Переріз ременя (довжина Lp, мм)	d1, мм	и	Частота обертання п1 , об/хв
			400	800		950		1200		1450		1600		2000
О (1320)	71	1,2 1,5  3	0,22 0,23 0,23	0,39 0,40 0,42		0,45 0,46 0,48		0,54 0,56 0,58		0,63 0,66 0,68		0,69 0,71 0,73		0,82 0,84 0,87
	80	1,2 1,5  3	0,26 0,27 0,28	0,47 0,49 0,50		0,55 0,56 0,58		0,66 0,68 0,71		0,77 0,80 0,82		0,84 0,86 0,89		,0 1,03 1,06
	100	1,2 1,5  3	0,36 0,37 0,38	0,65 0,67 0,70		0,75 0,78 0,80		0,92 0,95 0,98		1,07 1,11 1,14		116 1,20 1,24		1,39 1,43 1,48
	112	1,2 1,5  3	0,42 0,43 0,44	0,76 0,78 0,81		0,88 0,91 0,94		1,07 1,10 1,14		1,25 1,29 1,33		1,35 1,40 1,44		1,61 1,66 1,72
А (1700)	100	1,2 1,5  3	0,50 0,52 0,53	0,88 0,91 0,94		1,01 1,05 1,08		1,22 1,25 1,30		1,41 1,45 1,50		1,52 1,57 1,62		1,65 1,71 1,76
	125	1,2 1,5  3	0,71 0,74 0,76	1,28 1,32 1,36		1,47 1,52 1,57		1,77 1,83 1,89		2,06 2,13 2,19		2,22 2,29 2,36		2,42 2,50 2,58
	160	1,2 1,5  3	1,00 1,03 1,07	1,81 1,87 1,93		2,09 2,15 2,22		2,52 2,60 2,69		2,92 3,02 3,11		3,14 3,24 3,35		3,61 3,53 3,64
	180	1,2 1,5  3	1,16 1,20 1,24	2,10 2,17 2,24		2,43 2,51 2,59		2,93 3,03 3,12		3,38 3,50 3,61		3,63 3,75 3,87		3,94 4,07 4,19
Б (2240)	140	1,2 1,5  3	1,12 1,16 1,20	1,95 2,01 2,08		2,22 2,30 2,37		2,64 2,72 2,82		3,01 3,10 3,21		3,21 3,32 3,42		3,66 3,78 3,90
	180	1,2 1,5  3	1,70 1,76 1,81	3,01 3,11 3,21		3,45 3,56 3,67		4,11 4,25 4,38		4,70 4,85 5,01		5,01 5,17 5,34		5,67 5,86 6,05
	224	1,2 1,5  3	2,32 2,40 2,47	4,13 4,27 4,40		4,73 4.89 5,04		5,63 5,81 6,00		6,39 6,60 6,81		6,77 7,00 7,22		7,55 7,80 8,05
	280	1,2 1,5  3	3,09 3,19 3,29	5,49 5,67 5,85		6,26 6,47 6,67		7,42 7,66 7,91	8, 30 8,57 8,84			8,69 8,97 9,26		9,20 9,50 9,80
Переріз ременя (довжина Lp, мм)	d1, мм	и	Частота обертання п1 , об / хв
			400		800		950				1200		1450
В (3750)	224	1,2 1,5  3	3,20 3,31 3,41		5,47 5,65 5,83		6,18 6,38 6,58				7,18 7,45 7,69		7,97 8,23 8,49
	280	1,2 1,5  3	4,63 4,78 4,93		8,04 8,30 8,57		9,08 9,37 9,67				10,49 10,83 11,17		11,47 11 ,84 12,22
В (3750)
	355	1,2 1,5 3	6,47 6,69 6,90		11,19 11,56 11,92		12,55 12,95 13,36				14,23 14,70 15,16		15,10 15,59 16,09
	450	1,2 1,5  3	8,77 9,05 9,34		14,76 15,24 15,72		16,29 16,82 17,35				17,75 18,33 18,91		
Г (6000)	400	1,2 1,5 3	12,25 12,64 13,04		19,75 20,40 21,04		21,46 22,16 22,86				22,68 23,42 24,16		
	560	1,2 1,5 3	20,27 20,93 21,59		31,62 32,65 33,68		33,21 34,30 35,38						
	710	1,2 1,5 3	27,23 28,12 29,01		39,44 40,73 42,02		38,90 40,17 41,44						
Д (7100)	560	1,2 1,5 3	24,07 24,85 25,64		31,62 32,65 33,68		33,21 34.30 35,38						
	710	1,2 1,5 3	34,05 35,17 36,28		39,44 40,73 42,02		38,90 40,17 41,44						

Таблиця 3 – Значення С_Р для клинопасових передач від двигуна перемінного струму загально промислового використання

Режим роботи: короткотривале навантаження, % від номінального	Типи машин	Ср при числу змін
		1	2	3
Легкий; 120	Конвеєри стрічкові; насоси і компресори центробіжні; токарні та шліфувальні верстати	1,0	1,1	1,4
Середній; 150	Конвеєри ланцюгові; елеватори; насоси і компресори поршневі; верстати фрезерні; дискові пили	1,1	1,2	1,5
Важкий; 200	Конвеєри скребкові, шнеки; верстати стругальні та довбальні; пресси; машини для брикетування кормів; деревообробні	1,2	1,3	1,6
Дуже важкий; 300	Підйомники; екскаватори; молоти; дробарки; лісопильні рами	1,3	1,5	1,7

Таблиця 4 - Значення коефіцієнту С_L для клинових ременів (по ГОСТ 1284.3-80)

Lp , мм	Переріз пасу
	О	А	Б	В	Г	Д
400 500 560 710 900 1000 1250 1500 1800 2000 2240 2500 2800 3150 4000 4750 5300 6300 7500 9000 10000	0,79 0,81 0,82 0,86 0,92 0,95 0,98 1,03 1,06 1,08 1,10 1,30 — — — — — — — — —	0,79 0,83 0,87 0,90 0,93 0,98 1,01 1,03 1,06 1,09 1,11 1,13 1,17 — — — — — —	0,82 0,85 0,88 0,92 0,95 0,98 1,00 1,03 1,05 1,07 1,13 1,17 1,19 1,23 — — —	0,86 0,88 0,91 0,93 0,95 0,97 1,02 1,06 1,08 1,12 1,16 1,21 1,23	0,86 0,91 0,95 0,97 1,01 1,05 1,09 1,11	0,91 0,94 0,97 1,01 1,05 1,07

Натяг вітки клинового ременя визначаємо по формулі (6.11)

, (11)

де швидкість , м/с; θ – коефіцієнт, що враховує вплив центр обіжних сил, (Н*с²)/м², вибирається в залежності від профілю поперечного перерізу:

при перерізі О А Б В Г Д

q = 0,06 0,1 0,18 0,3 0,6 0,9

Значення інших складових формули ті ж, що для формули (10). Сила, що діє на вали визначається по формулі (12)

(12)

Завершується розділ розрахунком ширини шківів В_ш, в мм

, (13)

де е і f – розміри канавка шківа, що вибираються за таблицею 5